消防炮驱动使用说明书

4.24.2消防炮系统设计消防炮系统设计4.2.14.2.1 总体描述总体描述消防小车的消防炮采用现有的标准件消防炮的驱动，用以实现底座在-75°～0°～+75°范围内转动和消防炮在 15°～75°的范围内俯仰其驱动系统的设计，底座的转动采用齿轮传动；轴齿轮由气动马达驱动，轴齿轮与大齿轮啮合，消防炮安装在大齿轮上，从而实现底座的转动在底座和消防炮的摇杆之间安装气缸，由气缸的运动来实现消防炮的俯仰由消防炮的结构可知，消防炮驱动系统的设计可从轴齿轮和大齿轮的选择、消防炮俯仰角度调整气缸的选择和相关标准件的选择等若干方面进行分析说明其结构原理如图所示：图 11 消防炮系统结构原理图1—轴承座；2—轴齿轮；3—深沟球轴承；4-联轴器；5-连接架；6-马达紧固架；7-气动马达；8-俯仰气缸；9—摇杆；10—消防炮；11—转台；12—大齿轮4.2.24.2.2 辅马达的选择辅马达的选择4.2.2.14.2.2.1 转速要求转速要求根据转台旋转要求的速度n2＝10rpm,初设齿轮传动比i＝12.5，因此轴齿轮转速n1＝n2×i＝125rpm4.2.2.24.2.2.2 功率要求功率要求查文献 1 表 1—1—82，回转运动的功率计算，有9550TnP 回转运动的转矩计算，有TJ查文献 1 表 1—1—85，常用旋转体的转动惯量，有4eKmDJ 式中， ——旋转体的转速，——其角加速度，K——常用系数，，n0.6K ——回转体的分度圆直径。

eD对于大齿轮，旋转的重量，代入式，得100 g675emKDmm，2 20.6 1000.6756.83444JKg mg设定消防炮从静止到达到需要的转速时间为 1 ，则其角加速度s210 21.05/1 60rad st则有6.8344 1.057.18TN mg7.18 100.00757.59550PKWW机械效率44 240.980.970.8945 故驱动轴部分需要的功率7.5'8.38460.8945PPW4.2.2.34.2.2.3 选择气动马达选择气动马达根据转速和功率的计算，选用气动马达 KPT40RM080，其空载转速为131rpm，额定转速为n＝125rpm，马达功率 P P0＝150W，扭力为 21.9 ，净N mg重 0.88Kg，可满足要求4.2.34.2.3 联轴器的选择与校核联轴器的选择与校核（（1 1）估算轴的最小直径）估算轴的最小直径查文献 4 式（15—2） ， （1）30PdAn式中，A0＝103—126，取 A0＝120。

联轴器选用弹性联轴器，查文献 5 表 2—2，其传动效率 η1＝0.99，深沟球轴承传动效率 η2＝0.98，因此齿轮轴的功率P P＝P P0×η1×η2＝150W×0.99×0.98＝145.53W，取 d＝14mm3 3145.53 1012012.624125dmm（（2 2）联轴器的选择）联轴器的选择查文献 5 表 13—5，选用弹性套柱销联轴器14 322/4323200214 32JBLTGB TYC其公称转矩 16TN mg（（3 3）联轴器的校核）联轴器的校核查文献 4 式（14—1）和（14—2） ，有 caATK TT查文献 4 表 14—1，KA＝1.3663 49.55 109.55 10145.53 101.112 10125PTN mmng则 431.3 1.112 101014.456caTN mTg故联轴器满足要求4.2.44.2.4 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算1 1、、选择齿轮的类型、精度等级、材料及齿数选择齿轮的类型、精度等级、材料及齿数齿轮选用直齿圆柱齿轮，8 级精度。

小齿轮材料 40Cr（调质） ，硬度280HBS；大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS初选小齿轮齿数 Z1＝18,大齿轮齿数 Z2＝18×12.5＝2252 2、、按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计查文献 4 设计公式（10—9a） ，213112.32E t dHKTZudu（1） 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数1.5tK 2）计算小齿轮传递的转矩663 49.55 109.55 10145.53 101.112 10125PTN mmng3）由文献 4 表 10—7，选取齿宽系数1d4）由文献 4 表 10—6，查得材料的弹性影响系数1 2189.8EZMPa5）由文献 4 表 10—21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 1lim600HMPalim2550HMPa6）由文献 4 式（10—13）计算应力循环次数1160hNn jL设定齿轮工作寿命为 15 年（设每年工作时间为 300 天） ，两班制8 160 125 12 8 300 155.4 10N   8 7 25.4 104.32 1012.5N7）由文献 4 图 10—19，取接触疲劳寿命系数。

120.90,0.95HNHNKK8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S＝1，由文献 4 式（10—12） ，得11lim10.9 600540HNH HKMPaS22lim20.95 540522.5HNH HKMPaS（2） 计算1）试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值1tdH24311.4 1.112 10 12.5 1 189.82.3230.2585112.5522.5tdmm 2）计算圆周速度v1130.2585 1250.198/60 100060 1000td nvm s3）计算齿宽 b11 30.258530.2585dtbdmm 4）计算齿宽与齿高之比b h模数1130.25851.6818t tdmZ齿高*2.25 1.683.78thh m则30.25858.0053078b h5）计算载荷系数根据 v=0.198m/s，8 级精度，由文献 4 图 10—8 查得动载系数1.12vK 直齿轮1HFKK由文献 4 表 10—2 查得使用系数1AK 由文献 8 表 16.2—40 查得223111.150.18 1 0.60.31 10HbbKbdd22 330.258530.25851.150.18 1 0.60.31 1030.25851.4530.258530.2585HK查文献 4 表 10—13 得,故载荷系数1.35HK1 1.12 1 1.451.624AvHHKK K KK  6)按照实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由文献 4 式（10—10a）得33111.62430.258531.79321.4t tKddmmK7）计算模数1131.79321.76618dmmmZ3 3、、按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计由文献 4 式（10—5）得弯曲强度的设计公式132 12FSdFY YKTmz （1） 确定公式内的各计算数值1）由文献 4 图 10—20c，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大1500FEMPa齿轮的弯曲疲劳强度极限。

2380FEMPa2）由文献 4 图 10—18 取弯曲疲劳寿命系数120.85,0.88FNFNKK3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由文献 4 式（10—12）得1.4S 11 10.85 500303.751.4FNFE FKMPaS22 20.88 380238.861.4FNFE FKMPaS4）计算载荷系数1 1.12 1 1.451.512AvFFKK K KK  5）查取齿形系数由文献 4 表 10—5 查得， 122.91,2.06FFYY6）查取应力校正系数由文献 4 表 10—5 查得，121.52,1.97SSYY7）计算大、小齿轮的并加以比较FSFY Y 1112.91 1.520.0146303.57FSFYY 2222.06 1.970.0170238.86FSFYY 大齿轮的数值大2） 设计计算4 3 22 1.512 1.112 100.01701.2081 18mmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于赤磷模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得得模数 1.766，参照模数的标准值，取m＝3mm。

4 4、、齿轮的尺寸计算齿轮的尺寸计算分度圆直径，mmmZd5418311mmmZd675225322根据使用环境，齿轮齿宽 B1=30mm，B2=20mm齿轮尺寸：中心距，20'1254675364.522ddamm变位系数41. 0041. 02211xxxx，则，而齿轮齿顶圆尺寸：mmxhmhaa23. 441. 0131* 1mmhddaa46.6223. 42542111mmxhmhaa77. 141. 0132* 2mmhddaa54.67877. 126752222齿轮齿根圆尺寸：mmxchmhaf52. 241. 025. 0131** 1mmhddff96.4852. 22542111mmxchmhaf98. 441. 025. 0132** 222226752 4.98665.04ffddhmm 5 5、、齿轮的受力分析齿轮的受力分析图 12 齿轮传动受力分析图对轴齿轮： 4 1 1 122 1.112 10411.85254tTFNd° 11tan411.852 tan20149.902rtFFN对大齿轮： 21149.902rrFFN21411.852ttFFN4.2.54.2.5 齿轮轴的设计与校核齿轮轴的设计与校核4.2.5.14.2.5.1 齿轮轴的尺寸设计齿轮轴的尺寸设计图 13 齿轮轴尺寸设计图轴段 1 为与联轴器相连接的部分，故其尺寸为14 322/4323200214 32JBLTGB TYC。

14 32轴段 2 为联轴器安装轴段与轴承安装轴段的过渡部分，其周向尺寸采用逐级放大的原则，增加 6mm，为，轴向尺寸定为 20mm，故为2020 20轴段 3 为轴承 6205 的安装段，其内径为 25mm，宽度为 15mm，安装时预留轴向空隙，因此轴段 3 的尺寸为25 14轴段 4 为轴承安装段与轴齿轮的过渡部分，其周向尺寸为轴承的安装尺寸31mm，轴向尺寸定为 17mm，故轴段的尺寸为31 17轴段 5 为轴齿轮部分，其齿根圆为，宽度为 30mm，故其尺寸为4848 30轴段 6 的作用与轴段 4 相同，故尺寸为31 17轴段 7 同轴段 3，为轴承的安装部分，故其尺寸为25 144.2.5.24.2.5.2 齿轮轴的校核齿轮轴的校核（（1 1）按扭转强度校核）按扭转强度校核查文献 4 式（15—1）。